油膜轴承变形和压力分析

第44卷　第3期　2009年3月钢铁Iron and Steel　Vol.44,No.3March 2009油膜轴承变形和压力分析Thomas E Simmons ,　Andrea Contarini ,　Nonino G ianni(达涅利油膜轴承公司)摘　要:轧机油膜轴承最新试验结果表明,实测油膜厚度比计算机模型预测值大3～5倍。

这意味着,油膜厚度增加是由于锥套和衬套变形的结果,这种变形会导致锥套和衬套压力场扩大,进而导致油膜厚度增加。

如果油膜厚度真的比预想的高3～5倍,则不但可以充分利用轴承固有的安全系数,而且还可以提高轴承的最大运行负荷。

为确认试验结果,DanOil 油膜轴承工程师构建了因液体动压场变化而导致的锥套变形模型,然后将这种变形用于复杂的计算机轴承模拟程序,来计算新的压力场。

对压力场和锥套变形进行重复迭代计算,直到计算结果收敛为止。

介绍了这一分析方法和计算结果。

关键词:油膜轴承;油膜厚度;压力场;变形中图分类号:T H13313 文献标识码:A 文章编号:04492749X (2009)0320093204Deflection and Pressure Analysis of Oil Film B earingsThomas E Simmons ,　Andrea Contarini ,　Nonino G ianni(Danieli DanOil )Abstract :Recent tests on rolling mill oil film bearings have indicated that the oil film thickness is three to five times greater than predicted by computer models.It has been implied that the increase in oil film thickness is due to the deflection of the sleeve and bushing ,which would spread out the pressure field increasing the oil film thickness.I f the oil film thickness is three to five times greater than expected ,the maximum operating load can be increased tak 2ing advantage of the inherent safety factor in the bearing.To confirm the test results ,DanOil engineers modeled the sleeve deflection produced by the hydrodynamic pressure field and then used this deflection in a sophisticated bearing computer program to calculate the new pressure field.The iteration of the pressure field and deflection was contin 2ued until the model converged.The paper presents the method of analysis and the results.K ey w ords :oil film bearing ;oil film thickness ;pressure field ;deformation联系人:苏宏蕾,女; E 2m ail :h 1su @china 1danieli 1com ; 修订日期:2008209219 油膜轴承广泛用于世界各地数以百计的板带轧机上。

这种轴承可用在中板轧机、热轧机、冷轧机、平整机上等,使用寿命长,可实现无故障运行。

轴承工作时,其表面覆盖一层薄薄的油膜,具有很小的摩擦力。

这是轴承使用寿命长的原因。

由于没有金属之间的直接接触,因此轴承几乎没有磨损。

轧机上使用的油膜轴承由一个锥套(辊颈)和一个衬套(轴承)组成,如图1所示。

辊颈和轴承表面之间由一层油膜将其分隔开来,形成一小间隙,在载荷作用下,辊颈中心线和轴承中心线不会重合,但它们之间会存在一定的距离,这一距离称为偏心距e 。

偏心距和滑动表面之间的相对运动,将建立起一个会聚楔;由于油膜内的粘性作用而形成一个压力场。

正是这个压力场支撑着轴承的载荷,如图2所示。

图中表示的是一个标准圆柱形滑动表面。

其中,x =Rθ,u =R ω;R 为辊颈半径;C 为半径图1　支撑辊轴承Fig 11　B ackup roll bearing钢　铁第44卷图2　辊颈轴承示意图和符号Fig12　Schem atic and notation of journal bearing间隙;ε=e/C为偏心率比;θ为油膜厚度的角坐标;θ0为最小油膜厚度的角坐标;ω为辊颈角速度。

1　理论背景压力场基本控制方程为雷诺方程,这是一个二阶线性偏微分方程。

在稳态条件下,三维雷诺方程的一种形式可表述为:55x h35p5x+55z h35p5z-6μu5h5x=0式中,p为压力;h为油膜厚度;μ为润滑油动力粘度;两个空间坐标由x和z表示。

轴承固定,辊颈沿x轴定义的圆周方向以稳定的圆周速度u转动。

辊颈和轴承在与x轴垂直的z轴方向划分为有限宽度。

这样,就包含了润滑油沿x轴方向和z轴方向流动所产生的作用。

通过有限差分法,可得到三维雷诺方程的数值解,从而确定轴承运行特性,如最小油膜厚度、峰值压力、摩擦损失、润滑油流量要求和温升等参数。

尽管人们根据经验都知道,润滑油粘度是随着润滑油温度和压力的变化而变化的。

但这些影响并未包括在Boyd&Raimondi解中,因为通过数值计算方法求解过于复杂。

当取轴承内润滑油平均温度下的粘度进行计算时,可最大限度地减小“润滑油粘度不随温度变化”的假设带来的计算误差。

若假设轴承在压力场作用下的变形和润滑油粘度随压力变化的情况忽略不计,但需要考虑由负压造成的油膜破裂现象。

2　难以解决的问题在第41届ABM轧制工艺、轧制技术和镀层产品研讨会上,摩根制造公司提交一份试验报告。

试验结果表明,在低速重载条件下,利用Boyd& Raimondi算法得到的沿负载方向上的油膜厚度,要大于雷诺方程计算结果的3～5倍。

曾有人提出,锥套和衬套变形有可能引起油膜压力场特性发生变化,这种变化与经典理论预测结果不同。

根据这种想法,在低速重载条件下,锥套变形将使辊颈表面趋于平坦。

这将使压力场向外延伸,从而导致油膜厚度增加。

而油膜厚度增加后,又将使轴承最大承载能力增大。

这一假说激起DanOil油膜轴承工程师们的极大兴趣。

在高速轻载条件下,锥套和衬套变形较小,油膜厚度更接近于计算机模拟计算结果,这是符合逻辑的,因为变形减小。

3　最新解决方案目前,还没有一种现成的计算机软件能够确定油膜轴承在轧机运行条件下的工作特性。

传统方法,如Boyd&Raimondi方法,都是假设没有变形,或者偏心,辊颈和轴承都拥有理想的圆柱表面。

事实上,锥套变形和压力场却是个因变量。

锥套变形将随着压力场的变化而变化;而压力场又随着锥套的变形而变化。

没有哪个计算机软件将这两点都考虑进去。

DanOil油膜轴承工程师们提出一种全新的分析方法。

这种方法的实质是利用弹性流体动力学理论,对油膜轴承的固体场和流场进行分析。

将能够计算压力场与锥套和衬套变形的有限差分法(FDM)计算软件,与能够计算由压力场变化而引起锥套和衬套变形的有限元分析(FEA)软件结合起来使用,即可进行弹性流体动力学分析。

这两个程序可通过MA TL AB高性能工程计算语言连接起来。

DanOil油膜轴承计算分析方法是一种迭代算法,包括以下几个基本步骤:首先,计算出一个油膜厚度和压力分布的初始值。

然后由MA TLAB将载荷传给FEM有限元分析软件。

接下来,计算轴颈和轴承表面变形,再将计算结果传回FDM有限差分计算软件。

将最新得到的变形结果用于FDM计算,以得到经过改进的油膜厚度和压力分布结果,供下一次迭代计算使用。

利用固体和液体分析方法反复进行迭代计算,直到最终迭代结果达到某一预定的精度范围内。

・49・第3期Thomas E Simmons 等:油膜轴承变形和压力分析4　初始计算结果初始计算得到的结果与摩根利用Boyd &Raimondi 方法得到的计算结果是一样的。

然而,当程序再次运行,计算辊颈和衬套变形时,油膜厚度就有少量增加,而不像试验结果那样,增幅将近300%～500%的程度。

因此,一定还有其它原因,使油膜厚度增加。

5　润滑油粘度润滑油,特别是由石油提炼的润滑油,当受到高压作用时,其粘度将会显著增加。

Fuller 给出一些粘度随压力和状态而变化的实例,油压上升导致润滑油粘度上升,带来3种结果:①油膜轴承的磨损增加;②油膜轴承的承载能力增加;③油膜厚度增加。

但是,如果不考虑压力、粘度等相关条件,后两者的变化程度是无法预测的。

DanOil 油膜轴承工程师们坚信,这正是轴承在正常工作条件下所发生的现象。

DanOil 油膜轴承的方法得到修正,它将“润滑油粘度随着平均温度的增高和平均压力的增大而增加”考虑进去。

正像Fuller 建议的那样,DanOil 油膜轴承工程师们决定引入下面的经验关系式,对粘度进行估算:μ=μ0eB P式中,μ0为润滑油在标准条件下的绝对粘度;P 是平均压力;B 是一个取决于平均温度的经验试验常数。

计算结果参见图3和图4。

从图3中可以看出,计算得到的重载条件下的油膜厚度预测值非常精确。

还可以看出,即使在轻载条件下,计算精度也有所提高,特别是在高速条件下。

此时的变形可以忽略不计,只需要估算润滑油粘度值。

图3　载荷方向上的最小油膜厚度Fig 13　Minimum oil f ilm thickness in load direction图4给出DanOil 油膜轴承法计算得到的峰值压力。

从中可以看出,这些数值远远小于传统方法给出的高压下计算结果。

当速度增加时,两种计算结果将趋于一致。

在轻载条件下,压力并没有明显的变化,因为峰值压力低于预期结果。

锥套变形小于预期值,也在情理之中。

图4　峰值压力Fig 14　Peak pressure6　无键轴承和薄壁轴承性能比较曾有人提出,薄壁锥套的变形将大于厚壁无键轴承,这样又将使压力场扩大,从而增加油膜厚度。